机械设计课程设计卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器最终版.doc

电动机的选择电动机的选择见表1. 表1 电动机的选择计算及说明计算结果1. 选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机2. 选择电动机功率卷筒所需圆周力为 4.2KN卷筒所需功率为由减速器设计实例精解表2-1取，V带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为 电动机所需工作功率为 根据表8-2，选取电动机的额定功率F=4.2KN 3.36kW0.8593.90kW3. 确定电动机的转速卷筒的工作转速为 =40r/min查表2-2，两级减速器传动比。电动机的转速范围为由表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min考虑3000r/min的电动机转速太高，而750/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1000r/min的电动机进行试算，其满载转速为960r/min，其型号为Y132M1-640r/min三 传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配见表2 表2 传动比的计算及分配计算及说明计算结果1. 总传动比 242. 分配传动比减速器传动比为 24高速级传动比为取5.7低速级传动比 245.74.21四 传动装置的运动、动力参数计算传动装置的运动、动力参数计算见表3 表3 传动装置的运动、动力参数计算计算及说明计算结果1. 各轴转速 40r/min960r/min960r/min168.4r/min40.00r/min40r/min2. 各轴功率 3.90*0.99=3.86kw 3.86*0.99*0.97=3.71kw 3.71*0.99*0.97=3.56kw 3.56*0.99*0.99=3.48kw3.86kw3.71kw3.56kw3.48kw3. 各轴转矩 KN.mKN.mKN.mKN.mKN.m38.8KN.m38.41KN.m210.26KN.m850.05KN.m833.14KN.m五 内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5 表5 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方法和公差等级考虑到卷扬机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度 HBW1=217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度=236HBW, =190HBW. -=46HBW，在30-50HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 1） 小齿轮传递扭矩为T1=38410Nmm2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1-1.8，初选Kt=1.43)由表8-18，取齿宽系数 =1.14)由表8-19，查得弹性系数=189.85)初选螺旋角=，由图9-2查得节点区域系数=2.466)齿数比u=5.77)初选z1=20，则z2=114.2,取z2=114，则端面重合度为=1.66 轴向重合度为由图8-3查得重合度系数 =0.7768)由图11-2查得螺旋角系数=0.999)许用接触应力可用下式计算 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为=580MPa, =390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为60*960*1.0*16*250*5=1.152由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.28，由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力为 =580MPa 大齿轮的许用接触应力为 =499.2MPa 取421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t，得 =39mm z1=20z2=114=580MPa=390MPa39mm计算及说明计算结果 3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21差得使用系数KA=1.O 因3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由图8-6查得动载荷系数KV=1.14,由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11,由表8-22插得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为K=KAKVKK =1.11.141.111.2=1.67 (2)对d11进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即 (3)确定模数mn 按表8-23，取mn=2.5mm (4)计算传动尺寸 中心距为 圆整，取a1= mm,则螺旋角为 = 因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正 由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，则端面重合度为 = 轴向重合度为 =0.318dz1tan= 由图8-3查得重合度系数Z=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Z=0.985 精确计算圆周速度为 由表8-6查得动载荷系数KV= ，K值不变 按表8-23，取mn=2.5mm，则高速级中心距为 则螺旋角修正为 修正完毕，故 K=1.674，校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 1)K、T、m和d同前2）齿宽b=b=66mm3)齿形系数Y和应力修正系数Y。当量系数为 由图8-8查得Y=2.61，Y=2.22,由图8-9查得Y=1.59,Y=1.814）由图8-10查得重合度系数Y=0.715）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.876）许用弯曲应力 =由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为=215MPa，=170MPa,由图8-11查得寿命系数Y=Y=1，由表8-20查得安全系数S=1.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = 满足齿根弯曲疲劳强度5. 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=齿顶高 ha=ha*=齿根高 hf=(ha*+c*)mn=全齿高 h=ha+hf=顶隙 c=c* mn=齿顶圆直径为 齿根圆直径为 mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mm mm mmmmmm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表6表6 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度=217-255，=162-217HBW。平均硬度=236，=190。-=46，在30-50HBW之间。选用8级精度 45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1） 小齿轮传递转矩为= N.mm2） 因v值未知，值不能确定，可初步选载荷系数=1.11.8，初选=1.43） 由表8-18，取齿宽系数=1.14） 由表8-19，查的，弹性系数=189.85） 初选螺旋角= ，由图9-2查的节点区域系数=2.4656） 齿数比u=3.267） 初选= ，则= , 取= ，则端面重合度为 = 轴向重合度为=0.318tan=0.3181.125tan=1.70由图8-3查得重合度系数=0.7758） 由图11-2查得螺旋角系数=0.999） 许用接触应力可用下式计算 由图8-e、a 查得接触疲劳极限应力为=580MPa，=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为=60=60 = =由图8-5查得寿命系数=1.14，=1.2，由表8-20取安全系数=1.0，则小齿轮的许用接触应力为=大齿轮的许用接触应力为=取= MPa初算小齿轮的分度圆直径，得= =25=82=661.2MPa=468MPa=468MPa76.615mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查的使用系数KA=1.0因v= ,由图8-6查的动载荷系数KV=1.07,由图8-7查的齿向载荷分布系数=1.11，由表8-22查得齿间载荷分布系数=1.2，则载荷系数为 K=1.0 = (2)确定模数 因K差异不大，不需对计算出的进行修正，即 = mm= mm 按表8-23，取= mm(3)计算传动尺寸 低速级中心距为 =mm=190.75mm圆整，a2=190mm螺旋角为 arc= = 因值与初选值相差较大，故对与值有关的参数进行修正由图9-2查得节点区域系数=2.46，则端面重合度为 = =轴向重合度为 =0.318= = 由图8-3查得重合度系数=0.77，由图11-2查得螺旋角系数=0.991，则 = mm = mm 因v= m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07，K值不变 = mm= 按表8-23取=3.5mm,则中心距 = mm= mm 螺旋角 arc= 修正完毕，故 = mm= mm = mm= mm b= mm =+(510)mm,取= mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 =1） K, ，和同前2）齿宽b=98mm3)齿形系数和应力系数。当量齿数为 = = mm = = mm由图8-8查得=2.6,=2.25;由图8-9查得=1.59,=1.794)由图8-10查得重合度系数=0.7015）由图11-3查得螺旋角系数=0.926）许用弯曲应力为 =由图8-4f,b查得弯曲疲劳极限应力为 MPa，= MPa，由图8-11查得寿命系数=1，由表8-20查得安全系数=1.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = = dmin=44.75mmd146.09-46.98mm2. 结构设计：轴的结构构想如图11-12所示（1） 轴承部件的结构设计：该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2） 联轴器及轴段：轴段上安装联轴器，此段应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取KA=1.5,则计算转矩Te=KA*T3= 由减速器设计实例精解表8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N*mm，许用转矩4750r/min，轴孔范围为30-48mm。考虑d46.98mm,取联轴器毂孔直径为48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 48*84GB/T5014-2003，相应的轴段的直径d1=48mm,起长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm(3) 密封圈与轴段：在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器的轴肩定位，轴肩高度h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1)*48mm=2.36-4.8mm.轴段的轴径d2=d1+2*h=52.72-57.8mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解表8-27，选毡圈55 JB/ZQ4606-1997,则d2=55mm(4) 轴承与轴段及轴段的设计：轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。现暂取轴承为7212C，由减速器设计实例精解表11-9得轴承内径d=60mm,外径D=110mm，宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位直径Da=101mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm,d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为B1，故L3=B+B1=（22+15）mm=37mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d6=60mm(5) 齿轮与轴段：该轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=62mm,齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2-1.5）*d5=74.4-93mm，小于齿轮宽度b4=98mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取L5=96mm(6) 轴段:该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.07-0.1)d5=4.34-6.2mm,取h=5mm，则d4=72mm,齿轮左端面距箱体内壁距离为4=1+（b3-b4）/2=10mm+(105-98)/2mm=13.5mm，轴段的长度L4=BX-4-B1=（206-13.5-98+12-15）mm=91.5mm(7) 轴段与轴段的长度：轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781 M8*25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm则有 L2=L+t+Bd+K2-B-=(58+2+10+10-23-12)mm=46mm则轴段的长度L6=B+4+2mm=22mm+12mm+13.5mm+2mm=49.5mm(8) 轴上力作用点的间距：轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离a3=22.4mm,则由图11-12可得轴的支点及受力点间的距离为l1=L6+L5-b4/2-a3=49.5mm+96mm-98/2mm-22.4mm=74.1mml2=L3+L4+b4/2-a3=37mm+91.5mm+98/2mm-22.4mm=155.1mml3=a3+L2+84/2=22.4mm+46mm+42mm=110.4mmd1=48mmL1=82mmd2=55mmd3=60mmL3=37mmd6=60mmd5=62mmL5=96mmd4=72mmL4=91.5mmL2=46mmL6=49.5mml1=74.1mml2=155.1mml3=110.4mm5.键连接：联轴器与轴段及齿轮4与轴段间均采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表8-31得其型号分别为键14*80 GB/T1096-1990和键18*18GB/T1096-1990